Расчет привода электрической лебедки

Содержание

Введение

Глава 1. Кинематический расчет привода

1.1 Подбор электродвигателя

1.2 Расчет крутящих моментов на валах привода

1.3 Расчет частот вращения валов привода

Глава 2. Эскизное проектирование зубчатой передачи

2.1 Проектирование зубчатой передачи

2.2 Проектный расчет валов

2.3 Предварительный выбор подшипников качения

2.4 Расчет зазоров между внутренними элементами

Глава 3. Проектирование открытой передачи

3.1 Проектный расчет

Глава 4. Подбор соединительной муфты

Глава 5. Проверочные расчеты валов редуктора

5.1 Разработка расчетных схем, определение реакций опор и построение эпюр

5.2 Разработка расчетных схем, определение реакций опор и построение эпюр, проверочные расчеты для быстроходного вала

5.3 Разработка расчетных схем, определение реакций опор и построение эпюр, проверочные расчеты для тихоходного вала

6. Проверка прочности шпоночных соединений

7. Проектирование корпуса и системы смазки редуктора

8. Расчет приводного вала

Заключение

Список использованной литературы

Введение

Выполнение курсового проекта по деталям машин способствует закреплению и углублению знаний, полученных при изучении общетехнических дисциплин: теоретической механики, теории машин и механизмов, сопротивление материалов, деталей машин, технологии металлов, черчения, метрологии.

Тематика курсового проектирования имеет вид комплексной инженерной задачи, включающей кинематические и силовые расчёты, выбор материалов и расчёты на прочность, вопросы конструирования и выполнение конструкторской документации в виде габаритных, сборочных и рабочих чертежей, а также составление спецификации.

Этим требованиям отвечают такие объекты проектирования, как приводы машин и механизмов технологического, испытательного и транспортирующего оборудования. В такие приводы входят редукторы общего назначения, на конструировании которых возможно закрепление большинства тем курса деталей машин.

При конструировании задача состоит в создании машин, отвечающих потребностям производства, дающих наибольший экономический эффект и обладающими высокими технико-экономическими характеристиками.

Глава 1. Кинематический расчет привода

1.1 Подбор электродвигателя

Определяем требуемую мощность:

Р_рм= = 1,5 ∙ 1,1 = 1,65 кВт.

Где:

F_t - окружная сила на шнеке, F =1,5 кН;- скорость вращения шнека, V = 1,1 м/с;

Определяем КПД привода:

= 0,8 ∙ 0,96 ∙ 0,995³ ∙ 0,98 = 0,74

Где:

 - КПД редуктора = 0,8;

 - КПД открытой передачи = 0,96;

 - КПД пары подшипников = 0,995;

 - КПД муфты = 0,98.

Находим требуемую мощность двигателя:

2,2 кВт.

Выбираем двигатель

4АМ90L4УЗ, Номинальная частота 1425 об/мин. Мощность 2,2 кВт.

Определяем частоту вращения рабочей машины:

n_рм =47 об/мин.

Где: D - диаметр шнека= 450 мм.

Выбираем оптимальные передаточные числа открытой и закрытой передачи:

u_пр = , u_пр = u_зп ∙ u_оп.

u_зп = 15, u_оп= 2.

 

1.2 Расчет крутящих моментов на валах привода

Крутящий момент на валу рабочей машины:

Т_рм = = 337,5 Н∙м.

Крутящий момент на тихоходном валу редуктора:

Т₂ = = = 346,1 Н∙м.

Крутящий момент на быстроходном валу редуктора:

Т₁ = = = 28,99 Н∙м.

Крутящий момент на валу двигателя:

Т_дв = = 15 Н∙м.

 

1.3 Расчет частот вращения валов привода

Частота вращения на валу двигателя:

n_дв =1425 об/мин.

Частота вращения на быстроходном валу:

n₁ = == 712,5 об/мин.

Частота вращения на тихоходном валу:

n₂ = == 47,5 об/мин.

Частота вращения на валу рабочей машины:

n₂ = n_рм = 47 об/мин.

привод электрическая лебедка редуктор

Глава 2. Эскизное проектирование зубчатой передачи

2.1 Проектирование зубчатой передачи

Срок службы приводного устройства:

=16352 ч.

Где  - срок службы привода = 7 лет.

Вычтем время простоя агрегата, примерно 15%.

=13899,2 ч.

Рабочий ресурс привода принимаем 14 ∙ 10³ ч.

Подберем материал для изготовления каждой детали:

Червяк: Сталь - 4OXH, Обработка - улучшение, HB_ср = 285,5.

Червячное колесо:

Определяем скорость скольжения:

=2,25.

Где:  - угловая скорость на тихоходном валу = 4,97 1/с,

Скорость скольжения больше 2, Выбираем материал БрА9Ж3Л, способ отливки - в землю,  Н/мм²,Н/мм².

Определяем допускаемые контактные напряжения :

= 193,75 Н/мм².

Определяем допускаемые изгибные напряжения :

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб:

;

Где - N = = 4 ∙ 10⁶ - наработка.

Принимаем N = 10⁶

= 1;

= 82,75 Н/мм².

Расчет закрытой червячной зубчатой передачи.

Межосевое расстояние:

= 128 мм. Принимаем 140 мм.

Число витков червяка принимаем z₁ = 2.

Число зубьев червячного колеса:

 

z₂ = z ₁ ∙ u_зп = 2 ∙ 15 = 30.

Определяем модуль зацепления:

 

m = = 7, Принимаем - m = 7.

Из условия жесткости определяем коэффициент диаметра червяка:

 = 7,5, Принимаем q = 10.

Определяем коэффициент смещения инструмента:

= 0.

Фактическое передаточное число:

= 15, отклонения от заданного нет.

Фактическое межосевое расстояние:

= 140 мм.

Основные геометрические размеры передачи:

Червяк.

Делительный диаметр: = 70 мм,

Начальный диаметр: = 70 мм,

Диаметр вершин витков: = 84 мм,

Диаметр впадин витков: = 53,2 мм,

Делительный угол подъема линии витков: 11°,

Длина нарезаемой части червяка: ,

Где: = - 16,3,= 67,7, округляем до стандартного значения b₁ = 70 мм.

Основные размеры венца червячного колеса:

Делительный диаметр: = 210 мм,

Диаметр вершин зубьев: = 224 мм,

Наибольший диаметр колеса: ; ;  мм,

Диаметр впадин зубьев: = 193,2 мм,

Ширина венца: = 46,9, округляем до 47 мм.

Радиусы закруглений зубьев: = 28 мм, = 43,4 мм

Проверочный расчет:

КПД червячной передачи

;

угол трения, определяем в зависимости от фактической скорости скольжения:

=2,66 м/с, ,

= 0,83

Проверка контактных напряжений зубьев колеса:

;

Окружная сила на колесе - F_t2== 3496,2 Н,

К - коэффициент нагрузки, принимаем в зависимости от окружной скорости колеса:

= 0,52, принимаем К=1, так как скорость меньше 3.

165,81 Н/мм², следовательно, условие выполняется (недогрузка 14%).

Проверка напряжения изгиба зубьев колес:

;

 

У_{F2 -} коэффициент формы зуба колеса. Определяется по таблице интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса:

= 33,8.

Выбираем У_F2 = 1,69,=12,4 Н/мм², следовательно, условие выполняется.

 

2.2 Проектный расчет валов

Основные геометрические параметры вала червячного колеса:

Под полумуфту

44,22 мм. Округляем до 50 мм.

 мм.

Под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

 = 55,6 мм. Округляем до 60 мм.

= 75 мм.

Под колесо:

 = 69,6 мм. Округляем до 70 мм.

Длина определяется графически.

Под подшипник:

, = 24+19 = 43 мм. Округляем до 45 мм.

Основные геометрические параметры вала червяка:

Под элемент открытой передачи

24,38 мм. Округляем до 25 мм.

 мм.

Под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

 = 29,4 мм. Округляем до 30 мм.

= 60 мм.

Под червяк:

= 36,4 мм.

Длина определяется графически.

Подшипник:

, = 29+23 = 52 мм. Округляем до 60 мм.

Вал выполнен заодно с червяком.

 

Диаметр и длина ступицы колеса:

,

.

 

2.3 Предварительный выбор подшипников качения

Тихоходный вал - Роликовый конический однорядный ГОСТ 27365-87, 7212, Легкая серия, Враспор

d=60 мм, D=85 мм, Т=17 мм, с=19 мм, C_r=72,2 кН,

Быстроходный вал - Роликовый конический однорядный ГОСТ 27365-87, 7606, Средняя широкая серия, Враспор

d=30 мм, D=72 мм, Т=29мм, с=23 мм, C_r=63 кН,

2.4 Расчет зазоров между внутренними элементами

Отступы для корпуса:

,

, .

Глава 3. Проектирование открытой передачи

3.1 Проектный расчет

Определяем диаметр ведущего шкива (Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин, стр.80, таблица 5.1),

 140 мм,

где  - толщина ремня,

Определяем диаметр ведомого шкива d₂, мм:

 мм,

Где  - коэффициент скольжения. Значение округляем до 280 мм.

Определяем фактическое передаточное число:

 = 2.

Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм:

, .

Определяем расчетную длину ремня l, мм:

 мм.

Округляем до 2000 мм.

Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине:

666,625 мм.

Округляем до 670 мм.

Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива:

 168.

Определяем скорость ремня:

;

Скорость ремня меньше допускаемой: 10,44 < 25 м/с, следовательно условие выполняется. Определяем частоту пробегов ремня:

5,22 c^-1.

Определяем окружную силу, передаваемую ремнем:

 = 210,7 H.

Определяем удельную окружную силу:

;

Где  - допускаемая приведенная удельная окружная сила = 2,32 Н/мм^2,= 0,9 - Коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы,

= 0,94 - Коэффициент угла обхвата на меньшем шкиве,

= 1 - Коэффициент влияния натяжения от центробежной силы,

= 1,2 - Коэффициент влияния диаметра меньшего шкива,

= 0,85 - Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между кордшнурами и уточными нитями плоского ремня,

 - Коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту,

;

Определяем ширину ремня:

=41,8 мм, округляем до 40 мм.

Определяем площадь поперечного сечения ремня:

= 112 мм.

Определяем силу предварительного натяжения ремня:

224 H,

где - предварительное напряжение Н/мм².

Определяем силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня, Н:

= 329,35 H,

= 118,65 H.

Определяем силу давления ремней на вал;

 =445,5 H.

Горизонтальная и вертикальная составляющие консольной силы от цепной передачи, действующие на вал:

 

F_опв= F_в sinθ = 445,5 sin60° = 386 H.

F_опг = F_вcosθ = 445,5cos60° = 223H.

Проверить прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви:

,

= 2,94 Н/мм² - напряжение растяжения.

 = 2 Н/мм² - напряжения изгиба.

=0,013 Н/мм² - напряжения от центробежных сил.

=8 Н/мм² - допускаемое напряжение растяжения

 = 4,953 Н/мм² <

Глава 4. Подбор соединительной муфты

Муфта цепная.

Полумуфты изготовляют из стали 45 (ГОСТ 1050-88). Диаметр концевого участка тихоходного вала под полумуфту 50 мм.

Расчетный момент должен быть в пределах номинального:

T_p=K_pT₂ ≤ T;

Где, K_{p -} коэффициент режима нагрузки, для шнека = 2.

T₂ - момент на тихоходном валу редуктора = 230,7 Н∙м.

T_p=2∙230,7 = 461,4 Н∙м.

Выбираем муфту по ГОСТ 20742-81, с номинальным моментом 500 Н∙м. Основные размеры:

l_отв =82 мм, l_м = 222 мм, D = 200 мм, число зубьев - 14

Рис.1 - Цепная муфта

 

Глава 5. Проверочные расчеты валов редуктора

5.1 Разработка расчетных схем, определение реакций опор и построение эпюр

Определяем силы, необходимые для расчета валов.

Силы в зацеплении закрытой передачи:

Окружная:

Червяк: F_t1== 829 Н,

Колесо: F_t2== 3295 Н,

Радиальная:

Колесо: F_r2= F_t2 tg (α) =3295∙tg (20°) =1199 Н,

Червяк: F_r1= F_r2 = 1199 Н,

Осевая:

Колесо: F_a2= F_t1=829 Н,

Червяк: F_a1= F_t2 = 3295 Н.

Консольные силы:

Плоскоременная передача (радиальная):

 =445,5 H.

Муфта (радиальная) на тихоходном валу:

4650 Н.

Рис. 1 - Схема нагружения валов червячного редуктора

5.2 Разработка расчетных схем, определение реакций опор и построение эпюр, проверочные расчеты для быстроходного вала

Рис. 2 - Схема нагружения вала червяка.

Силы действующие на червячный вал:

 

F_a1 = 3295 H; F_r1 =1199 H; F_t1 =829 H; F_опв= 386 H; F_опг = 223 H.

Длины участков:

,

Горизонтальная плоскость:

Sm_A = 105F_t1 - 210B_x + 282F_опг = 0;

В_х = (829×105 + 282∙223) /210 = 706 Н;

Σm_B = - 105F_t1 + 72F_опг + 210A_x = 0;

А_х = (105∙829 - 223∙72) /210 = 346 Н;

Проверка ΣХ = 0; A_x - F_t1 + B_x - F_опг = 346-829 + 706 - 223= 0.

Изгибающие моменты

М_х2 = 346×0,105 = 36 Н×м; М_х3 = - 223×0,072 = - 16 Н×м.

Вертикальная плоскость:

Sm_A = - 105F_r1 - 210B_y + F_a1d₁/2 + 275F_опв= 0;

В_y = (-1199×105 + 3295×70/2 + 275×386) /210 = 455 Н;

Σm_B = 105F_r1 + F_a1d₁/2 - 210A_Y + 65F_опв = 0;

А_Y = (105∙1199 + 3295×70/2 + 65×386) /210 =1268 Н;

Проверка ΣY = 0; A_Y - F_r1 + B_Y + F_опв = - 1268 + 1199+455-386 = 0.

Изгибающие моменты:

М_y2 = - 1268×0,105 = - 133 Н×м

М_y2 = 455×0,105 - 0,170×386= - 18 Н×м

М_y3 = - 386×0,065= - 25 Н×м

Крутящий момент:

M_z== 29 Н×м

Изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

M₂ =  = = 138 Н×м.

Суммарные реакции опор:

R_a =  =  = 1314 H,_b =  =  = 840 H.

Проверка подшипников на быстроходном валу:

Роликовый конический однорядный ГОСТ 27365-87, 7606, Средняя широкая серия, Враспор

C_r=63 кН,

Реакции в подшипниках: R₁ =1314 H, R₂ = 840 H.

L_h = 14000 ч.

Расчетная динамическая грузоподъемность:

;

Где  - коэффициент надежности.

 - Коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации.

n - частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала,

 - эквивалентная нагрузка, для ее определения необходимы:

Х = 0,4 - коэффициент радиальной нагрузки;

Y = 1,882 - Коэффициент осевой нагрузки;

V = 1 - Коэффициент вращения;

e = 0,319 - Коэффициент влияния осевого нагружения;

R_r1 = R₁, R_r2 = R₂ - радиальная нагрузка;

R_s1 = 0,83eR_r1 = = 348 Н - осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника;

R_s2 = 0,83eR_r2 = = 222 Н;

R_а1 = R_s1 - Осевая нагрузка подшипника;

R_а2 = R_a1 + F_a =348 + 3295 = 3643 Н.

K_б = 1 - коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными толчками;

К_Т = 1 - температурный коэффициент.

Первый подшипник (R_а)

 = 0,26 < e = 0,319, следовательно:

;

Второй подшипник (R_b)

 = 4,7 > e = 0,34, следовательно:

;

Грузоподъемность рассчитаем по наиболее нагруженному подшипнику:

 = 55215 Н < C_r = 63000 Н.

Условие выполняется.

Расчетная долговечность подшипника.

= > [L] =14000 ч.

Определение коэффициента запаса усталостной прочности в опасных сечениях.

Основное условие расчета - определяемый коэффициент запаса прочности в опасных сечениях вала должен быть больше допускаемого:

S > 2;

Данные для расчета: Материал червяка - сталь 40ХН.

σ_в = 920 Н/мм², σ_τ = 750 Н/мм², σ_-1 = 420 Н/мм^2;

Осевой момент сопротивления сечения вала:

W_нетто = = 4,6 ∙ 10³ мм³;

Где  - диаметр ступени вала под червяк.

Полярный момент инерции:

W_ρнетто == 9,3 ∙ 10³ мм³;

Амплитуда нормальных напряжений:

 = 30 Н/мм^2,

 

Где M₂ = 138 Н×м - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении.

Амплитуда касательных напряжений:

 = 1,6 Н/мм^2,

 

Где M_к = 29 Н×м - Крутящий момент.

Определяем концентрации нормальных и касательных напряжений:

;

,

 = 1,8 и  = 1,55 - эффективные коэффициенты концентрации напряжений (Табл.11.2),

 = 0,81 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (Табл.11.3),

 - коэффициент влияния шероховатостей (Табл.11.4),

;

,

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала:

 =189,2 Н/мм^2,

 

Где  = 420 Н/мм² - предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба,

 =127,7 Н/мм^2,

 

Где  = 0,58 = 244 Н/мм² - предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле кручения;

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

 = 6,3 Н/мм^2, = 79,8 Н/мм²;

Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

 =  =6,5 > 2, условие выполняется.

 

5.3 Разработка расчетных схем, определение реакций опор и построение эпюр, проверочные расчеты для тихоходного вала

 

Рис.3 - Схема нагружения тихоходного вала.

Силы действующие на тихоходный вал:

F_t2 = 3295 H; F_r2 =1199 H; F_a2 =829 H._м=4650 Н.

Длины участков:

,

Горизонтальная плоскость:

Sm_С = 244F_м - 144D_x - 72F_t2 = 0;

D_х = (244∙4650 - 72∙3295) /144 = 6232 Н;

Σm_D = 100F_м - 144С_x + 72F_t = 0;

С_x = (100∙4650 + 72∙3295) /144 = 4877 H.

Проверка ΣХ = 0; - F_м - С_х + F_t + D_x = 4650 + 4877 - 3295 - 6232 = 0.

Изгибающие моменты:

М_х2 = - 4877×0,072= - 351 Н×м;

М_х3 = - 4650×0,1 = - 465 Н×м.

Вертикальная плоскость:

Sm_C = - 72F_r2 + D_y144 - F_a2d₂/2 = 0;_y= (72∙1199 + 829×210/2) /144 = 1204 Н;

Sm_D = 72F_r2 + C_y102 - F_a2d₂/2 = 0;_Y = ( - 72∙1199 + 829∙210/2) /144 = 5 H.

Проверка ΣY = 0; С_y - F_r2 + D_y = 5 - 1204+ 1199 = 0.

Изгибающие моменты:

М_y2 = - 5∙0,072 = - 0,4 Н×м;

М_y2 = 1204∙0,072 = 87 Н×м;

Крутящий момент:

M_z== 346 Н×м;

Суммарные реакции опор:

R_c =  =  =4877 H,_d =  =  = 6347 H.

Изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

M₃ = 465 Н×м.

M₂ =  = = 362 Н×м.

Проверка подшипников на тихоходном валу:

Тихоходный вал - Роликовый конический однорядный ГОСТ 27365-87, 7212, Легкая серия, Враспор

C_r=72,2 кН

Реакции в подшипниках: R₁ =4877 H, R₂ = 6347 H.

L_h = 14000 ч.

Расчетная динамическая грузоподъемность:

;

Где

 - коэффициент надежности.

 - Коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации.

n - частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала,

 - эквивалентная нагрузка, для ее определения необходимы:

Х = 0,4 - коэффициент радиальной нагрузки;

Y = 1,71 - Коэффициент осевой нагрузки;

V = 1 - Коэффициент вращения;

e = 0,35 - Коэффициент влияния осевого нагружения;

R_r1 = R₁, R_r2 = R₂ - радиальная нагрузка;

R_s1 = 0,83eR_r1 = = 1417 Н - осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника;

R_s2 = 0,83eR_r2 = = 1844 Н;

R_а1 = R_s1 - Осевая нагрузка подшипника;

R_а2 = R_a1 + F_a = 1417+ 829 =2246 Н.

K_б = 1 - коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными толчками;

К_Т = 1 - температурный коэффициент.

Первый подшипник (R_c)

 = 0,29 < e = 0,35, следовательно:

;

Второй подшипник (R_d)

 = 0,353 > e = 0,35, следовательно:

;

Грузоподъемность рассчитаем по наиболее нагруженному подшипнику:

 =21180 Н < C_r=72200 Н.

Условие выполняется.

Расчетная долговечность подшипника.

= > [L] =14000 ч.

Определение коэффициента запаса усталостной прочности в опасных сечениях.

Сечение под червячное колесо.

Основное условие расчета - определяемый коэффициент запаса прочности в опасных сечениях вала должен быть больше допускаемого:

S > 2;

Данные для расчета:

Материал вала - сталь 40ХН,

σ_в = 800 Н/мм², σ_τ = 630 Н/мм², σ_-1 = 380 Н/мм^2;

Осевой момент сопротивления сечения вала:

W_нетто = = 34,2 ∙ 10³ мм³;

Где  - диаметр ступени вала под червячное колесо,

t₁ = 7,5 - глубина паза;

b = 20 - ширина шпонки.

Полярный момент инерции:

Wρнетто = = 67,8 ∙ 103 мм³;

Амплитуда нормальных напряжений:

 = 10,6 Н/мм^2,

 

Где M = 362 Н×м - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении.

Амплитуда касательных напряжений:

 = 2,5 Н/мм^2,

 

Где M_к = 346 Н×м - Крутящий момент.

Определяем концентрации нормальных и касательных напряжений:

;

,

Где

 = 1,63 и  = 1,85 - эффективные коэффициенты концентрации напряжений (Табл.11.2),

 = 0,76 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (Табл.11.3),,

 - коэффициент влияния шероховатостей (Табл.11.4),,

;

,

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала:

 =176,7 Н/мм^2,

 

Где  = 380 Н/мм² - предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба,

 =118,9 Н/мм^2,

 

Где  = 0,58 = 220 Н/мм² - предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле кручения;

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

 = 16,7 Н/мм^2, = 47,6 Н/мм²;

Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

 =  =17,3 > 2, условие выполняется.

Сечение под подшипниками:

Осевой момент сопротивления сечения вала:

W_нетто = = 21,6 ∙ 10³ мм³;

Где  - диаметр ступени вала под подшипники.

Полярный момент инерции:

W_ρнетто ==43,2 ∙ 10³ мм³;

Амплитуда нормальных напряжений:

 = 21,5 Н/мм^2,

 

Где M = 465 Н×м - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении.

Амплитуда касательных напряжений:

 = 4 Н/мм^2,

 

Где M_к = 346 Н×м - Крутящий момент.

Определяем концентрации нормальных и касательных напряжений:

;

,

Где  = 1,75 и  = 1,5 - эффективные коэффициенты концентрации напряжений (Табл.11.2),

 = 0,78 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (Табл.11.3),

 - коэффициент влияния шероховатостей (Табл.11.4),

;

,

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала:

 = 170 Н/мм^2,

 

Где  = 380 Н/мм² - предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба,

 =115 Н/мм^2,

 

Где  = 0,58 = 220 Н/мм² - предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле кручения;

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

 = 7,9 Н/мм^2, = 29 Н/мм²;

Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

 =  =7,6 > 2, условие выполняется.

6. Проверка прочности шпоночных соединений

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

где h - высота шпонки; t₁ - глубина паза;

l - длина шпонки;

b - ширина шпонки.

Быстроходный вал.

Шпонка на выходном конце вала: 8×7×25.

Материал - чугун, допускаемое напряжение смятия [σ] _см = 50 МПа.

σ_см = 2·15·10³/25∙ (7-4) ∙ (25-8) = 23,5 МПа

Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 20×12×80. Материал - чугун, допускаемое напряжение смятия [σ] _см = 50 МПа.

σ_см = 2·346·10³/70∙ (12-7,5) ∙ (80-20) = 36,6 МПа

Шпонка на выходном конце вала: 16×10×60. Материал - сталь 45, допускаемое напряжение смятия [σ] _см = 150 МПа.

σ_см = 2·337·10³/50∙ (10-6) ∙ (60-16) = 76,6 МПа

Во всех случаях условие σ_см < [σ] _см выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.

7. Проектирование корпуса и системы смазки редуктора

Корпус:

Толщину корпуса принимаем равной 8 мм.

Корпус типовой.

Тепловой расчет редуктора

Температура масла в корпусе редуктора:

 = 95 °С,

где t_в = 18 °С - температура окружающего воздуха;

K_t = 17 Вт/м²×К - коэффициент теплопередачи;

А = 0,43 м² - площадь поверхности охлаждения.

t_м = 18 + 2,1×10³ (1 - 0,83) /17×0,43 = 67 °С.

Условие t_м < [t_м] выполняется.

Смазка червячного зацепления:

Объем масляной ванны

V = (0,5¸0,8) P = (0,5¸ 0,8) 2,2 » 1,1 л

Выбираем масло индустриальное И-Т-Д-220.

Система смазки - картерная.

8. Расчет приводного вала

Расчет диаметра вала производится в зависимости от крутящего момента по формуле .

В данном случае крутящий момент приводного вала равен 337,5 Нм.

Диаметр вала равняется 35 мм. Длина участков вала выбирается с учетом компоновочной схемы, в том числе размеров подшипников, манжет, крышек подшипников и других деталей.

Заключение

При выполнении проекта производился расчет привода электрической лебедки, включающей в себя электродвигатель, червячный редуктор и клиноременную передачу.

Спроектированный в результате проекта редуктор имеет кинематические и силовые характеристики, обеспечивающие требуемое тяговое усилие и производительность.

Список использованной литературы

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Высш. шк., 1991. - 432 с.

. С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. Курсовое проектировании деталей машин. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. - М.: Высш. шк. 1980.

. Леликов О.П. Курсовое проектирование. - М.: Высш. шк., 1990.

. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высш. шк., 2002.

. Альбом деталей машин.

. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. - Л.: Машиностроение, 1988.